5+1变速器说明书

车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型专业课程设计设计题目5+1档变速器设计（有超速档）姓名院系车辆与交通工程学院完成日期2016.3.18指导教师目录第一章机械式变速器方案的确定................................................................错误!未定义书签。§1.1变速器传动机构布置方案的确定...............................................错误!未定义书签。§1.2变速器主要参数的选择................................................................错误!未定义书签。第二章变速器的设计与计算........................................................................错误!未定义书签。§2.1轮齿强度计算...............................................................................错误!未定义书签。§2.2轴的计算........................................................................................错误!未定义书签。§2.3轴上花键的计算...........................................................................错误!未定义书签。第三章变速器同步器的设计........................................................................错误!未定义书签。§3.1同步器的结构...............................................................................错误!未定义书签。§3.2同步环主要参数的确定...............................................................错误!未定义书签。第四章变速器的操纵机构............................................................................错误!未定义书签。第五章润滑与密封........................................................................................错误!未定义书签。§5.1润滑................................................................................................错误!未定义书签。§5.2密封...............................................................................................错误!未定义书签。第六章心得体会与参考文献........................................................................错误!未定义书签。任务书已知参数：发动机：型号4G22D4最大功率（kw/r/min）：105/5400最大扭矩（Nm/r/min）:205/4000-4400整车最大总质量：2000kg最高车速：180km/h选取轮胎型号为185/60R1484S,计算得滚动半径为0.289m变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析根据设计任务书所给数据可知本次设计为乘用车，设计该车驱动形式为发动机前置后轮驱动，因此选用中间轴式变速器。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如下图为本次设计中间轴式“5+1”（含超速挡）的变速器传动方案。其传动路线如下：1挡：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11间同步器→二轴→输出2挡：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7间同步器→二轴→输出3挡：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7间同步器→二轴→输出4挡：为直接挡，即一轴→1→1、3间同步器→二轴→输出5挡：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3间同步器→二轴→输出倒挡：一轴→1→2→中间轴→12→13→11→9、11间同步器→二轴→输出变速器传动方案1）倒挡布置方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡，参考《汽车设计》倒挡布置方案，选用图3-5f）所示倒挡方案。变速器中的倒挡设置，要求在挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意，综合考虑倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况影响，参考图3-6b）。二、零、部件结构方案分析1）齿轮形式变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。2）换挡机构形式本次设计中，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均采用同步器换挡形式。3）自动脱挡为解决自动脱挡问题，除在工艺上采取措施外，在结构上采取如下方案：将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.4mm），这样，换挡后啮合套的后断面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。4）变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱棍子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，故采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力，为了保证轴承有足够的寿命，选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列的球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6～20mm。变速器主要参数的选择1）挡数已知，为“5+1”（含超速）挡。2）传动比范围选取超速挡五挡的传动比为0.8。初选传动比：05max377.0uiirngpa选取8.05gi（0.7～0.8）由peenpTmaxmax9550得854.58132052.110495509550maxmaxeepTpnr/min故399.41808.0289.0854.5813377.0377.0max50agpuirni式中：maxau——汽车行驶速度（km/h）；pn——发动机转速（r/min）；r——车轮滚动半径（m）；5gi——变速器最高挡传动比；0i——主减速器传动比；——转矩适应系数，取为1.2；选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：1°根据最大爬坡度确定1挡传动比：)sincos(maxmax10maxfGriiTTge式中：G——车辆总重量(N)；f——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.011~0.017)；maxeT——发动机最大扭矩(N·m)；0i——主减速器传动比；gi——变速器传动比；t——为传动效率，取为0.9（0.9～0.92）；r——车轮滚动半径；max——最大爬坡度（实际上轿车的最大爬坡能力常大30%，故在此取为20°）由上式得到：TegiTrGfGi0maxmaxmax1)sincos(代入数据得546.29.0399.4205289.0)20sin20cos0165.0(1020001gi2°根据驱动轮与路面附着力确定1挡传动比zTgeFriiT01max取=0.6，GFz%70得到991.2%90399.4205200007.06.0289.00max1TezgiTFri由上述两个条件综合得991.2546.21gi，取8.21gi校核最大传动比5.38.08.251ggii，符合要求的0.3～4.5其他各挡的传动比确定：按等比级数原则有294.18.24q则8.21gi，167.2294.1332qig，674.123qig，294.14qig（直接挡传动比取为1）8.05gi3）中心距（总体要求取大些）中间轴式变速器中心距A的确定，初选中心距A，根据下述经验公式计算31maxgeAiTKA式中：A——变速器中心距（mm）；AK——中心距系数，乘用车AK=8.9～9.3，取9AK.0；maxeT——发动机最大输出转距为205（N·m）；1i——变速器一档传动比为2.8；g——变速器传动效率，取96%。A9.0396.08.2205=73.79mm初取A=74mm。4）外形尺寸变速器壳体的轴向尺寸为222743mm。5）齿轮参数1°模数由《汽车设计》表3-1和表3-2选取一挡齿轮和倒挡齿轮的法向模数mm，其余为2.75mm。变速器接合齿模数也取为2.75mm。2°压力角α变速器齿轮压力角为20°，啮合套或同步器的接合齿压力角取为30°。3°螺旋角β由于乘用车注重工作平稳和噪声低的特点，故选用较大的螺旋角，使齿轮啮合的重合度增加，但从提高高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°～25°为宜。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。这就力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简单，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、二轴上的斜齿轮应取为左旋，此时轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计成直齿轮，其余均设计成斜齿轮。根据《汽车设计》提供的乘用车变速器斜齿轮螺旋角选用范围：中间轴式变速器为22°～34°，故选用25°。4°齿宽b通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿mkbc,ck为齿宽系数，取为4.5～8.0斜齿ncmkb，ck取为6.0～8.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。5°齿轮变位系数的选择原则角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点，故本次设计采用角度变位。6°齿顶高系数采用规定的齿顶高系数，取为1.00。6）各挡齿轮齿数的分配1°确定一挡齿轮齿数一挡传动比109121zzzzi，为了求9z和10z的齿数，先求其齿数和。斜齿71.44325cos742cos2nhmAz，取45hz。令1610z，299z中心距cos2cos221zzmzmAnhn，代入数据得4521zz联立求解得181z，272z验算一挡传动比72.2162918271i，与预先取定的数值相差不大，满足要求。将确定后的1z，2z代入反算得出螺旋角23cos742452可推出2.249122.0cos222°二挡齿轮齿数的确定44.12718167.221287zzizz根据初选中心距74Amm，模数为75.2m，初选螺旋角8.16873.5175.28.16cos742cos2878zzmAznh，取为52。解得317z，218z为使中间轴上的两工作齿轮的轴向力相平衡，有87212821t